挤砖机设计毕业论文.docx

1国内外挤出机发展情况1.1国内砖机挤出机的发展情况 砌块砖机技术还需要完善；特别是10块机及以上的机型，砌块砖机依靠天然的地理优势及品种多元化优势占据了全国近一半的市场,大机型不是现在市场的主流,导致了大机型发展相对滞后，中型及中大型的机型成为了目前市场的中流砥柱。 一、砌块砖机市场良莠不齐；依据市场的规律及行业的特点,目标消费者还不能够完全把握免烧砖机市场,有的免烧砖机厂虽然建设规模很大,但生产这种机器的技术人员人才欠缺,到了免烧砖机销售旺季,主要依靠从家庭工厂订制设备高价卖给消费者.有的免烧砖机厂虽然小,但由于中小型免烧砖机技术含量并不高,质量反而还可以.更有甚者是个别个体户干脆自己建个网站，卖起了砌块砖机。所以购买者在购买的时候一定要到厂家看看。 二、砌块砖机厂家的利润构成有多元化的趋势；为了满足广大购买者的需求一些砌块砖机厂家同时也把利润空间扩大到了销售的另外环节，一般的购买者，不会说只买砌块砖机主机这一种，为了能够让购买者顺利的完成制品的生产，砌块砖机厂家的出现的同时也带动周边相应的设备厂家的兴起。对于广大的就业者来说这也是一件好事。 1.2 砌块挤出机在国外的发展砌块挤出机最早由美国人发明。1866年美国人哈契逊获得了美国第一份生产砌块挤出机的专利证书。1874年鲁道斯获得的专利，用混凝土制成了多种形状的砌块挤出机。1890年帕尔墨的生产技术，使混凝土砌块在世界上最先成为商品，并于1897年用30×8×10的砌块挤出机建成了一幢房屋。1900年帕尔墨发明了世界上第一台砌块挤出机成型机，为砌块挤出机的工业化生产开辟了道路。此后，各种机械和手动的砌块挤出机成型机相继出现。美国各地开始建立大批砌块挤出机工厂，砌块建筑开始普及。到二战结束以后，美国的砌块挤出机产量已到5亿块。砌块挤出机在美国的成功生产和应用，带动了欧美、亚洲、澳洲、非洲等各国砌块挤出机的发展，并逐渐成为世界性新型墙体材料，得到普遍应用。目前，混凝土砌块挤出机已成为世界各国的主导性墙体材料。在发达国家其应用比例已占墙体材料的70%。美国的年产量已达45亿块、韩国27亿块，俄国9亿块、日本3亿块。美国的砌块品种已达2000多个，大部分建筑都使用砌块挤出机建造。从全世界发展趋势看，砌块挤出机将会得到更大规模的发展，其成为第一大墙材已是不争的事实。2 假设工况及方案设计2.1生产能力 标砖/时 6000 2.2砖块标准 53*115*240 2.3工作时间 10小时/每日 2.4砖块成型 配比 泥土90%、水 10%2.5设计方案人工上泥 经 输送带 到 搅拌机 和 水 配合 经过搅拌机搅拌后 到挤出机的入口 经挤出机 散泥被挤成泥条 传到分条机构 被分成一段一段的泥条 被送到切坯机 至此 半成品砖坯成型，经晾晒 入窑烧制 3确定主要参数3.1又假设工况 可知 每日生产用泥 6000*10*53*115*240/1000*1000*1000=87.768m33.2每分生产用泥 0.1463m3/min3.3泥土的密度值为2000kg/m33.4额定挤出力f0= 2mpa3.5泥条出口尺寸为 115*2403.6泥条挤出速度为 5.3m/min3.7螺旋叶片的确定螺旋叶片如图示3.7.1外直径d=450，内直径d=180 周结长度p=370 3.7.2料槽长度应根据泥料需要达到混合的均匀程度而定，常取为1000mm3.7.3由钣金软件计算的螺旋叶片总面积s=4.5m23.7.4挤出力f=f0/s=2000000/4.5=450000n3.7.5叶片厚度多半为20mm。 螺旋面的高度的取值范围为（0.250.3）d。挤泥螺旋取小值。对螺旋面的材料要求是摩擦系数小，抗磨蚀性强，不易生锈，铸铁、铸钢、镀铬钢、不锈钢等都可用于制造螺旋叶片，螺旋叶片可用14mm20mm钢板按确定的螺旋参数制成，直接焊接在轴上，并打磨光滑3.7.6筒壁间隙一般要求在4mm左右，挤泥筒的工作长度一般取l=3h h为挤泥筒内壁直径。3.7.7主轴转速为 =v/p=5.3/0.3715r/min3.8泥料在机内的运动情况3.8.1泥料是一种塑性物体，它的变形和运功不服从弹性体的虎克定律和牛顿型流体的内摩擦定律，情况比较复杂，关于练泥机设计和应用的研究，多半采用实验方法。3.8.2通常刀片的螺旋升角23，3.9螺旋叶片的断面受力分析3.9.1根据螺旋面母线倾角的不同情况，叶片的断面形状有三种，受力分析如右图示，pn为正压力，p1 、p2 、p3为轴向、周向和径向分力。 1）目前常用：垂直型=0，因小，p1p2，螺旋面对泥料的主要作用力是推压泥料向前运动，小部分力使泥料有回转趋势，。2）主轴的受力分析根 据 图 1压力曲线分布图作出相应的主轴受力分析图(图2)。从主轴受力分析图中可以看出，主轴承受着以下几个力:绞 刀 轴 在封闭段承受着泥料的压力即径向力pn，沿 挤 出 方向的轴向力pf;推 动 泥 料向前移动所需要的扭距mn;绞 刀 和 轴的自重产生的重力g。p1=500000 p2220000 p3=0 主轴扭矩=p2*（d+d）/2=220000*（0.45+0.18）/2=69300n/m4.减速器的设计4.1电机的确定有工况条件 现在选择 展开式二级圆柱直齿轮减速器 4.1.1总体布置简图 1电动机；2联轴器；3齿轮减速器；4带式运输机；5鼓轮；6传动链4.2电动机的选择 4.2.1电动机类型和结构的选择 因为本传动的工作状况是：载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式y（ip44）系列的电动机。 4.2.2电动机容量的选择 （1） 工作机所需有效功率pwpwf v/1000=23.85kw （2） 从电动机到工作机之间的总效率设1、2、3、4 分别为v带、齿轮传动（设齿轮精度为8级）、滚动轴承、联轴器 由表2-2查得1=0.96 2=0.98 3=0.99 4=0.99 从电动机到工作机之间的总效率22344=0.825（3）电动机的输出功率 pdpw/pd28.91kw4.2.3电动机转速的选择 初选为同步转速为1000r/min的电动机 4.2.4电动机型号的确定 由第十六章表16-1查出电动机型号为y225m-6,其额定功率为30kw，满载转速980r/min。基本符合题目所需的要求4.3传动装置的总传动比及其分配 4.3.1计算总传动比 由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为： inm/nw nw980/15i65.4 4.3.2合理分配各级传动比 查有关手册知v带的传动比为24取电动机与高速轴间的传动比为 i0=3由于减速箱是同轴式布置，所以i1i2。 则减速器传动比为 ij=21.8因为i1=i2= i1 =i2 =4.74.3.3计算传动装置的运动和动力参数 各轴转速、输入功率、输入转矩 项 目 电动机轴 高速轴i 中间轴ii 低速轴iii各轴的转速（r/min） n=nm/i0=980/3=327r/min n=n/i1=(327/4.7) r/min=70 r/min n=n/i2=(70/4.7) r/min=15 r/min n=n=15r/min各轴的输出功率（kw）p=pd1=（28.910.96）kw=27.75kwp=p23=(27.750.980. 99)kw=26.93kwp=p23=(26.930.980.99)kw=26.12kwp=p31=(26.120.990.96)kw=23.85kw各轴的输出转矩（nm）t=9549p/n1= (954927.75/327)nm=810.35nmt=9549p/n=（954926.93/70）nm=3673.64nmt=9549p/n=（954926.12/15）nm=16627.99nmt=9549p/n=（954923.85/15）nm=15182.91nm将上面计算结果列于表1-1中，以供查用。表1-1 各轴的运动及动力参数轴号转速n/(r/min)功率p/kw转矩t/(nm)传动比i32727.75810.3537026.933673.644.71526.1216627.994.71523.8515182.914.4传动件设计计算4.4带轮的设计4.4.1确定计算功率pca计算功率pca是根据传递的功率p，并考虑到载荷性质和每天运转时间长短等因素的影响而确定的。即因为滚筒式干燥机是软起动，载荷变动小，每天工作的时间设定为10小时，查机械设计（第七版）p151页中表8-6可得。4.4.2选择带型根据计算功率和小带轮转速选定带型。根据机械设计（第七版）p152页中图8-9选择c型窄v带。4.4.3确定带轮的基准直径dd1和dd2。l 初选小带轮的基准直径根据v带截型，参考机械设计（第七版）p145页中表8-3及p153页中表8-7选取。l 验算带的速度v l 计算从动轮的基准直径查v带轮的基准直径系列加以圆整，取l 确定中心距 和带的基准长度根据初步确定700。根据公式计算带所需的基准长度选带的基准长度为，计算实际中心距a考虑安装调整和补偿预紧力的需要，中心距的变动范围为：l 计算主动轮上的包角因此，包角合适。l 确定带的根数由式4-5知，由查表得由查表得由v带的额定功率查表由比例法得由传动比查表并由比例法得取z=9。l 确定带的预紧力单根v带所需的预紧力为查表得，故l 计算作用在轴上的压轴力4.4.4带轮的基本参数（见表4-1）表4-1项目符号槽形b基准宽度（节宽）14.0基准线上槽深3.5基准线下槽深14.0槽间距e190.4每一槽对称面至端面的距离f最小轮缘面7.5带轮宽b63外径轮槽角4.5齿轮的设计之 一级减速齿轮设计4.5.1设计参数传递功率 p=27.75(kw)传递转矩 t=810.35(nm)齿轮1转速 n1=327(r/min)齿轮2转速 n2=70(r/min)传动比 i=4.67原动机载荷特性 sf=轻微振动工作机载荷特性 wf=均匀平稳预定寿命 h=10000(小时)齿轮1材料及热处理 met1=45齿轮1硬度取值范围 hbsp1=4550齿轮1硬度 hbs1=48齿轮2材料及热处理 met2=45齿轮2硬度取值范围 hbsp2=4550齿轮2硬度 hbs2=484.5.2齿轮基本参数模数(法面模数) mn=7(2)(mm)端面模数 mt=7.00000(mm)齿轮1齿数 z1=19齿轮1齿宽 b1=58.387(mm)齿轮2齿数 z2=89标准中心距 a0=378.00000(mm)实际中心距 a=378.00000(mm)齿数比 u=4.68421齿轮1分度圆直径 d1=133.00000(mm)齿轮1齿顶圆直径 da1=147.00000(mm)齿轮1齿根圆直径 df1=115.50000(mm)齿轮1基圆直径 db1=124.97912(mm)齿轮1齿顶高 ha1=7.00000(mm)齿轮1齿根高 hf1=8.75000(mm)齿轮1全齿高 h1=15.75000(mm)齿轮1齿顶压力角 at1=31.766780(度)齿轮2分度圆直径 d2=623.00000(mm)齿轮2齿顶圆直径 da2=637.00000(mm)齿轮2齿根圆直径 df2=605.50000(mm)齿轮2基圆直径 db2=585.42850(mm)齿轮2齿顶高 ha2=7.00000(mm)齿轮2齿根高 hf2=8.75000(mm)齿轮2全齿高 h2=15.75000(mm)齿轮2齿顶压力角 at2=23.213857(度)齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=10.98305(mm)齿轮1分度圆弦齿高 hh1=7.22713(mm)齿轮1固定弦齿厚 sch1=9.70934(mm)齿轮1固定弦齿高 hch1=5.23290(mm)齿轮1公法线跨齿数 k1=3齿轮1公法线长度 wk1=53.52504(mm)齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=10.99500(mm)齿轮2分度圆弦齿高 hh2=7.04852(mm)齿轮2固定弦齿厚 sch2=9.70934(mm)齿轮2固定弦齿高 hch2=5.23290(mm)齿轮2公法线跨齿数 k2=10齿轮2公法线长度 wk2=205.04219(mm)齿顶高系数 ha*=1.00顶隙系数 c*=0.25压力角 *=20(度)端面齿顶高系数 ha*t=1.00000端面顶隙系数 c*t=0.25000端面压力角 *t=20.0000000(度)端面啮合角 t=20.0000001(度)4.6二级减速齿轮设计4.6.1设计信息设计者 name=王维晏设计单位 comp=民大设计日期 date=2012/5/18设计时间 time=14:57:544.6.2设计参数传递功率 p=26.93(kw)传递转矩 t=3673.64(nm)齿轮1转速 n1=70(r/min)齿轮2转速 n2=15(r/min)传动比 i=4.67原动机载荷特性 sf=轻微振动工作机载荷特性 wf=均匀平稳预定寿命 h=10000(小时)4.6.3材料及热处理齿面啮合类型 gface=硬齿面热处理质量级别 q=ml齿轮1材料及热处理 met1=45齿轮1硬度取值范围 hbsp1=4550齿轮1硬度 hbs1=48齿轮2材料及热处理 met2=45齿轮2硬度取值范围 hbsp2=4550齿轮2硬度 hbs2=484.6.4齿轮精度齿轮1第组精度 jd11=7齿轮1第组精度 jd12=7齿轮1第组精度 jd13=7齿轮1齿厚上偏差 jdu1=f齿轮1齿厚下偏差 jdd1=l齿轮2第组精度 jd21=7齿轮2第组精度 jd22=7齿轮2第组精度 jd23=7齿轮2齿厚上偏差 jdu2=f齿轮2齿厚下偏差 jdd2=l4.6.5齿轮基本参数模数(法面模数) mn=11(2)(mm)端面模数 mt=11.00000(mm)螺旋角 =0.00000(度)基圆柱螺旋角 b=0.0000000(度)齿轮1齿数 z1=19齿轮1变位系数 x1=0.00齿轮1齿宽 b1=91.751(mm)齿轮1齿宽系数 d1=0.439齿轮2齿数 z2=89齿轮2变位系数 x2=0.00齿轮2齿宽 b2=91.751(mm)齿轮2齿宽系数 d2=0.094总变位系数 xsum=0.000标准中心距 a0=594.00000(mm)实际中心距 a=594.00000(mm)中心距变动系数 yt=0.00000齿高变动系数 yt=0.00000齿数比 u=4.68421端面重合度 =1.69140纵向重合度 =0.00000总重合度 =1.69140齿轮1分度圆直径 d1=209.00000(mm)齿轮1齿顶圆直径 da1=231.00000(mm)齿轮1齿根圆直径 df1=181.50000(mm)齿轮1基圆直径 db1=196.39576(mm)齿轮1齿顶高 ha1=11.00000(mm)齿轮1齿根高 hf1=13.75000(mm)齿轮1全齿高 h1=24.75000(mm)齿轮1齿顶压力角 at1=31.766780(度)齿轮2分度圆直径 d2=979.00000(mm)齿轮2齿顶圆直径 da2=1001.00000(mm)齿轮2齿根圆直径 df2=951.50000(mm)齿轮2基圆直径 db2=919.95908(mm)齿轮2齿顶高 ha2=11.00000(mm)齿轮2齿根高 hf2=13.75000(mm)齿轮2全齿高 h2=24.75000(mm)齿轮2齿顶压力角 at2=23.213857(度)齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=17.25908(mm)齿轮1分度圆弦齿高 hh1=11.35692(mm)齿轮1固定弦齿厚 sch1=15.25753(mm)齿轮1固定弦齿高 hch1=8.22313(mm)齿轮1公法线跨齿数 k1=3齿轮1公法线长度 wk1=84.11077(mm)齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=17.27786(mm)齿轮2分度圆弦齿高 hh2=11.07624(mm)齿轮2固定弦齿厚 sch2=15.25753(mm)齿轮2固定弦齿高 hch2=8.22313(mm)齿轮2公法线跨齿数 k2=10齿轮2公法线长度 wk2=322.20915(mm)齿顶高系数 ha*=1.00顶隙系数 c*=0.25压力角 *=20(度)端面齿顶高系数 ha*t=1.00000端面顶隙系数 c*t=0.25000端面压力角 *t=20.0000000(度)端面啮合角 t=20.0000001(度)4.6.6检查项目参数齿轮1齿距累积公差 fp1=0.07332齿轮1齿圈径向跳动公差 fr1=0.06074齿轮1公法线长度变动公差 fw1=0.03704齿轮1齿距极限偏差 fpt()1=0.02435齿轮1齿形公差 ff1=0.02161齿轮1一齿切向综合公差 fi1=0.02758齿轮1一齿径向综合公差 fi1=0.03427齿轮1齿向公差 f1=0.01827齿轮1切向综合公差 fi1=0.09493齿轮1径向综合公差 fi1=0.08503齿轮1基节极限偏差 fpb()1=0.02288齿轮1螺旋线波度公差 ff1=0.02758齿轮1轴向齿距极限偏差 fpx()1=0.01827齿轮1齿向公差 fb1=0.01827齿轮1x方向轴向平行度公差 fx1=0.01827齿轮1y方向轴向平行度公差 fy1=0.00914齿轮1齿厚上偏差 eup1=-0.09741齿轮1齿厚下偏差 edn1=-0.38964齿轮2齿距累积公差 fp2=0.14821齿轮2齿圈径向跳动公差 fr2=0.09373齿轮2公法线长度变动公差 fw2=0.05757齿轮2齿距极限偏差 fpt()2=0.02814齿轮2齿形公差 ff2=0.03124齿轮2一齿切向综合公差 fi2=0.03563齿轮2一齿径向综合公差 fi2=0.03953齿轮2齿向公差 f2=0.00630齿轮2切向综合公差 fi2=0.17945齿轮2径向综合公差 fi2=0.13122齿轮2基节极限偏差 fpb()2=0.02644齿轮2螺旋线波度公差 ff2=0.03563齿轮2轴向齿距极限偏差 fpx()2=0.00630齿轮2齿向公差 fb2=0.00630齿轮2x方向轴向平行度公差 fx2=0.00630齿轮2y方向轴向平行度公差 fy2=0.00315齿轮2齿厚上偏差 eup2=-0.11256齿轮2齿厚下偏差 edn2=-0.45024中心距极限偏差 fa()=0.053204.6.7强度校核数据齿轮1接触强度极限应力 hlim1=960.0(mpa)齿轮1抗弯疲劳基本值 fe1=480.0(mpa)齿轮1接触疲劳强度许用值 h1=1157.9(mpa)齿轮1弯曲疲劳强度许用值 f1=666.7(mpa)齿轮2接触强度极限应力 hlim2=960.0(mpa)齿轮2抗弯疲劳基本值 fe2=480.0(mpa)齿轮2接触疲劳强度许用值 h2=1157.9(mpa)齿轮2弯曲疲劳强度许用值 f2=666.7(mpa)接触强度用安全系数 shmin=1.00弯曲强度用安全系数 sfmin=1.40接触强度计算应力 h=685.5(mpa)接触疲劳强度校核 hh=满足齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 f1=130.8(mpa)齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 f2=117.0(mpa)齿轮1弯曲疲劳强度校核 f1f1=满足齿轮2弯曲疲劳强度校核 f2f2=满足4.6.8强度校核相关系数齿形做特殊处理 zps=特殊处理齿面经表面硬化 zas=表面硬化齿形 zp=一般润滑油粘度 v50=120(mm2/s)有一定量点馈 us=不允许小齿轮齿面粗糙度 z1r=rz6m(ra1m)载荷类型 wtype=静强度齿根表面粗糙度 zfr=rz16m (ra2.6m)刀具基本轮廓尺寸圆周力 ft=35154.450(n)齿轮线速度 v=0.766(m/s)使用系数 ka=1.100动载系数 kv=1.012齿向载荷分布系数 kh=1.000综合变形对载荷分布的影响 ks=1.000安装精度对载荷分布的影响 km=0.000齿间载荷分布系数 kh=1.100节点区域系数 zh=2.495材料的弹性系数 ze=189.800接触强度重合度系数 z=0.877接触强度螺旋角系数 z=1.000重合、螺旋角系数 z=0.877接触疲劳寿命系数 zn=1.30000润滑油膜影响系数 zlvr=0.97000工作硬化系数 zw=1.00000接触强度尺寸系数 zx=0.95652齿向载荷分布系数 kf=1.000齿间载荷分布系数 kf=1.100抗弯强度重合度系数 y=0.693抗弯强度螺旋角系数 y=1.000抗弯强度重合、螺旋角系数 y=0.693寿命系数 yn=2.06859齿根圆角敏感系数 ydr=1.00000齿根表面状况系数 yrr=1.00000尺寸系数 yx=0.94000齿轮1复合齿形系数 yfs1=4.42487齿轮1应力校正系数 ysa1=1.53717齿轮2复合齿形系数 yfs2=3.95863齿轮2应力校正系数 ysa2=1.783134.7联轴器的设计4.7.1轴的初步计算：轴选用45钢，由轴的设计公式得：d 1=55.37mm d 2mm=91.64mmd 3mm=151.59mmd 4mm=147.06mm考虑到在输入轴和输出轴的最外端要开键槽，连接联轴器，故该端要加大3%5%，中间的轴要用键连接齿轮，故该端要加大3%5%，从而上述三个轴计算取整，输入轴的直径为56mm，输出轴的直径为92mm中间轴的直径为152mm，设计中，只要满足轴的最小直径大于等于它们即可。联轴器1：由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。4.7.2联轴器的计算转矩 。由工作要求，查表后取k=3.1。 则计算转矩 =3.115182.91=47067.021n.m4.7.3由联轴器的计算与轴的连接选用挠性杆联轴器。采用其许用最大扭矩为2810000nm，许用最高转速为10700 r/min。轴直径选为无限制,轴长度待定4.8轴的强度计算4.8.1 1轴的结构设计1）、拟定轴上的零件的装配方案2）、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度(1) 轴1各段直径-段：由于联轴器一端连接减速器，另一端连接输入轴，所以该段直径尺寸受到减速器外伸轴直径尺寸的限制，选为56mm。-段：考虑到联轴器的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达2mm，所以该段直径选为60mm。-段：该段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有2.5mm的圆角，则轴承选用深沟球轴承 61913 型，即该段直径定为65mm。-段：该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有2mm的圆角，经标准化，直径定为69mm。-段：轴肩固定轴承，直径为73mm。-段：过度轴，直径为 69mm-段：该段轴要安装轴承，直径定为65mm。（2）各段长度的确定各段长度的确定从左到右分述如下：-段由联轴器孔长决定为44mm-段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度等，定为57mm。-段轴安装轴承和挡油盘、轴环，轴环宽度不得小于8mm，定为20mm，轴承宽13mm，该段长度定为33mm。-段安装齿轮，要求长度要比轮毂短2mm，齿轮宽为59mm，定为57mm。-段：轴肩固定轴承，其宽度为39-段: 过度轴其宽度为90-段：该段轴要安装轴承,轴承宽13mm，该段长度定为20mm。4.8.2 轴2各段直径-段：该段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有2.5mm的圆角，则轴承选用深沟球轴承 61920 型，即该段直径定为100mm。-段：该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有2mm的圆角，经标准化，直径定为104mm。-段：轴肩固定轴承，直径为109mm。-段：该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有2mm的圆角，经标准化，直径定为104mm。-段：该段轴要安装轴承，直径定为100mm。（2）各段长度的确定各段长度的确定从左到右分述如下：-段轴安装轴承和挡油盘、轴环，轴环宽度不得小于8mm，定为20mm，轴承宽20mm，该段长度定为40mm。-段安装齿轮，要求长度要比轮毂短2mm，齿轮宽为59mm，定为57mm。-段：轴肩固定轴承，其宽度为39-安装齿轮，要求长度要比轮毂短2mm，齿轮宽为92mm，定为90mm。-该段轴要安装轴承,轴承宽20mm，该段长度定为40mm。4.8.3 轴3各段直径-段：由于联轴器一端连接减速器，另一端连接输入轴，所以该段直径尺寸受到减速器外伸轴直径尺寸的限制，选为152mm。-段：考虑到联轴器的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达2mm，所以该段直径选为156mm。-段：该段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有2mm的圆角，则轴承选用深沟球轴承 61932 型，即该段直径定为160mm。-段：该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有2mm的圆角，经标准化，直径定为164mm。-段：轴肩固定轴承，直径为168mm。-段：过度轴，直径为164mm-段：该段轴要安装轴承，直径定为160mm。（2）各段长度的确定各段长度的确定从左到右分述如下：-段由联轴器孔长决定为60mm-段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度等，定为40mm。-段轴安装轴承和挡油盘、轴环，轴环宽度不得小于8mm，定为20mm，轴承宽28mm，该段长度定为48mm。-段安装齿轮，要求长度要比轮毂短2mm，齿轮宽为92mm，定为90mm。-段：轴肩固定轴承，其宽度为39-段: 过度轴其宽度为59-段：该段轴要安装轴承,轴承宽28mm，该段长度定为48mm。4.9轴的强度计算 （1） 画出轴的空间受力简图 将齿轮上受力简化为集中力通过轮毂中点作用于轴上，轴的支点反力也简化为集中力通过轴承载荷中心o作用于轴上，轴的受力简图上图。4.9.1 画出水平面受力图,计算支点反力,画水平面弯矩图,考虑到c和d处为可能的危险面，计算出c和d处的弯矩。支点反力 fah=fbh=ft/2=t1/d1=810.35*1000/133=6092.9n由题知：lc=62.5mm ld=158.5mmc点弯矩 mch=fah lc=6092.962.5=380806.25nmmd点弯矩 mdh=fahld=6092.9*158.5=965661.25nmm4.9.2 画出垂直面受力图，计算支点反力和c、d两处的弯矩，画出垂直面弯矩图如图支点反力fav=frld/(lc+ld)=85.06nfbv=favfr=-33nc点弯矩mcv=fav lc=5316.25n.mmd点弯矩mdv=fav (lc+ld)=18713.2n.mmc点合成弯矩mc=8093.17n.mmd点合成弯矩md=9072.77n.mm4.9.3画出转矩t图，如图。把以上数据列表如下载荷水平面h垂直面v支反力ffah=6092.9n fbh=6092.9nfav=85.06nfbv=-33n弯矩mmch=380806.25 nmmmdh=965661.25nmmmcv=5316.25n.mmmdv=18713.2 n.mm总弯矩mc=385000n.mmmd=980000n.mm扭矩tt=810.35n.m4.9.4计算c、d处当量弯矩，画出当量弯矩图，由表查得=0.6mmmc=6201815.6mmmd=10939702.9n.mm4.9.5校核轴的强度 根据弯矩大小及轴的直径选定c、d两面进行强度校核。1按弯矩合成应力校核轴的强度，进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面d）。根据公式计算得：da= md/w=10939702.9/0.1d =6.2mpa前面已经确定了轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得-1 =60mpa。因此，da-1,顾安全。2精确校核轴的疲劳强度1） 判断危险截面 由于截面iv处受的载荷较大，直径较小，所以判断为危险截面2） 截面iv右侧的 mm=6092.9220-62.5/220=959631.75n.mm w=0.1d3=0.1563=17561.6mm3截面上的转切应力为抗扭截面系数wt=0.2d3=35123.2mm3=810.3510/35123.2=2.3mpa扭转切应力为：由于轴选用45钢，调质处理，所以由表15-1查得，。综合系数的计算由，经附表3-2插值法知道因轴肩而形成的理论应力集中为，由附图3-1知轴的材料敏感系数为，故有效应力集中系数为由附图3-2和附图3-3查得尺寸系数为，扭转尺寸系数为，轴采用磨削加工，由附图3-4查得表面质量系数为，轴表面未经强化处理，即，则综合系数值为a) 碳钢系数的确定由机械设计课本知道碳钢的特性系数取为，b) 安全系数的计算轴的疲劳安全系数为故轴的选用安全。减速器其他轴照此算法 均满足此要求 故轴选用合理 5压泥板齿轮的设计5.1压泥板1 渐开线圆柱齿轮传动设计报告5.1.1设计信息 设计者 name=王维晏 设计单位 comp=民大 设计日期 date=2012/5/23 设计时间 time=17:30:175.1.2材料及热处理齿面啮合类型 gface=软齿面热处理质量级别 q=ml齿轮1材料及热处理 met1=34crni3mo齿轮1硬度取值范围 hbsp1=269341齿轮1硬度 hbs1=305 齿轮2材料及热处理 met2=45齿轮2硬度取值范围 hbsp2=162217齿轮2硬度 hbs2=1905.1.3齿轮精度齿轮1第组精度 jd11=8齿轮2第组精度 jd21=85.1.4齿轮基本参数模数(法面模数) mn=6(mm)端面模数 mt=6.00000(mm)螺旋角 =0.000000(度)基圆柱螺旋角 b=0.0000000(度) 齿轮1齿数 z1=50齿轮1变位系数 x1=0.00齿轮1齿宽 b1=25.00(mm)齿轮1齿宽系数 d1=0.083 齿轮2齿数 z2=50齿轮2变位系数 x2=0.00齿轮2齿宽 b2=20.00(mm)齿轮2齿宽系数 d2=0.067 总变位系数 xsum=0.000标准中心距 a0=300.00000(mm)实际中心距 a=300.00000(mm)齿轮1分度圆直径 d1=300.00000(mm)齿轮1齿顶圆直径 da1=312.00000(mm)齿轮1齿根圆直径 df1=285.00000(mm)齿轮1基圆直径 db1=281.90779(mm)齿轮1齿顶高 ha1=6.00000(mm)齿轮1齿根高 hf1=7.50000(mm)齿轮1全齿高 h1=13.50000(mm)齿轮1齿顶压力角 at1=25.371225(度) 齿轮2分度圆直径 d2=300.00000(mm)齿轮2齿顶圆直径 da2=312.00000(mm)齿轮2齿根圆直径 df2=285.00000(mm)齿轮2基圆直径 db2=281.90779(mm)齿轮2齿顶高 ha2=6.00000(mm)齿轮2齿根高 hf2=7.50000(mm)齿轮2全齿高 h2=13.50000(mm)齿轮2齿顶压力角 at2=25.371225(度) 齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=9.42323(mm)齿轮1分度圆弦齿高 hh1=6.07402(mm)齿轮1固定弦齿厚 sch1=8.32229(mm)齿轮1固定弦齿高 hch1=4.48534(mm)齿轮1公法线跨齿数 k1=6齿轮1公法线长度 wk1=101.62200(mm) 齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=9.42323(mm)齿轮2分度圆弦齿高 hh2=6.07402(mm)齿轮2固定弦齿厚 sch2=8.32229(mm)齿轮2固定弦齿高 hch2=4.48534(mm)齿轮2公法线跨齿数 k2=6齿轮2公法线长度 wk2=101.62200(mm) 齿顶高系数 ha*=1.00顶隙系数 c*=0.25压力角 *=20(度)端面齿顶高系数 ha*t=1.00000端面顶隙系数 c*t=0.25000端面压力角 *t=20.0000000(度)端面啮合角 t=20.0000001(度)5.1.5强度校核数据齿轮1接触强度极限应力 hlim1=594.4(mpa)齿轮1抗弯疲劳基本值 fe1=465.6(mpa)齿轮1接触疲劳强度许用值 h1=734.1(mpa)齿轮1弯曲疲劳强度许用值 f1=826.4(mpa)齿轮2接触强度极限应力 hlim2=427.1(mpa)齿轮2抗弯疲劳基本值 fe2=311.1(mpa)齿轮2接触疲劳强度许用值 h2=527.5(mpa)齿轮2弯曲疲劳强度许用值 f2=552.2(mpa)接触强度用安全系数 shmin=1.00弯曲强度用安全系数 sfmin=1.40接触强度计算应力 h=174.0(mpa)接触疲劳强度校核 hh=满足齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 f1=13.5(mpa)齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 f2=13.5(mpa)齿轮1弯曲疲劳强度校核 f1f1=满足齿轮2弯曲疲劳强度校核 f2f2=满足5.2压泥板2 介齿轮 渐开线圆柱齿轮传动设计报告5.2.1设计信息 设计者 name=王维晏 设计单位 comp=民大 设计日期 date=2012/5/23 设计时间 time=17:34:345.2.2材料及热处理齿面啮合类型 gface=软齿面热处理质量级别 q=ml齿轮1材料及热处理 met1=34crni3mo齿轮1硬度取值范围 hbsp1=269341齿轮1硬度 hbs1=305 齿轮2材料及热处理 met2=45齿轮2硬度取值范围 hbsp2=162217齿轮2硬度 hbs2=1905.2.3齿轮精度齿轮1第组精度 jd11=8齿轮2第组精度 jd21=85.2.4齿轮基本参数模数(法面模数) mn=6(mm)端面模数 mt=6.00000(mm)螺旋角 =0.000000(度)基圆柱螺旋角 b=0.0000000(度)齿轮1齿数 z1=25齿轮1变位系数 x1=0.00齿轮1齿宽 b1=25.00(mm)齿轮1齿宽系数 d1=0.167齿轮2齿数 z2=50齿轮2变位系数 x2=0.00齿轮2齿宽 b2=20.00(mm)齿轮2齿宽系数 d2=0.067总变位系数 xsum=0.000标准中心距 a0=225.00000(mm)实际中心距 a=225.00000(mm)中心距变动系数 yt=0.00000齿高变动系数 yt=0.00000齿数比 u=2.00000端面重合度 =1.68316纵向重合度 =0.00000总重合度 =1.68316齿轮1分度圆直径 d1=150.00000(mm)齿轮1齿顶圆直径 da1=162.00000(mm)齿轮1齿根圆直径 df1=135.00000(mm)齿轮1基圆直径 db1=140.95389(mm)齿轮1齿顶高 ha1=6.00000(mm)齿轮1齿根高 hf1=7.50000(mm)齿轮1全齿高 h1=13.50000(mm)齿轮1齿顶压力角 at1=29.531394(度)齿轮2分度圆直径 d2=300.00000(mm)齿轮2齿顶圆直径 da2=312.00000(mm)齿轮2齿根圆直径 df2=285.00000(mm)齿轮2基圆直径 db2=281.90779(mm)齿轮2齿顶高 ha2=6.00000(mm)齿轮2齿根高 hf2=7.50000(mm)齿轮2全齿高 h2=13.50000(mm)齿轮2齿顶压力角 at2=25.371225(度)齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=9.41858(mm)齿轮1分度圆弦齿高 hh1=6.14800(mm)齿轮1固定弦齿厚 sch1=8.32229(mm)齿轮1固定弦齿高 hch1=4.48534(mm)齿轮1公法线跨齿数 k1=3齿轮1公法线长度 wk1=46.38280(mm)齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=9.42323(mm)齿轮2分度圆弦齿高 hh2=6.07402(mm)齿轮2固定弦齿厚 sch2=8.32229(mm)齿轮2固定弦齿高 hch2=4.48534(mm)齿轮2公法线跨齿数 k2=6齿轮2公法线长度 wk2=101.62200(mm)齿顶高系数 ha*=1.00顶隙系数 c*=0.25压力角 *=20(度)端面齿顶高系数 ha*t=1.00000端面顶隙系数 c*t=0.25000端面压力角 *t=20.0000000(度)端面啮合角 t=20.0000001(度)5.2.5强度校核数据齿轮1接触强度极限应力 hlim1=594.4(mpa)齿轮1抗弯疲劳基本值 fe1=465.6(mpa)齿轮1接触疲劳强度许用值 h1=734.1(mpa)齿轮1弯曲疲劳强度许用值 f1=826.4(mpa)齿轮2接触强度极限应力 hlim2=427.1(mpa)齿轮2抗弯疲劳基本值 f